多功能切菜機設計

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1 第 1 章 緒 論 題背景 20 世紀以來，我國食品工業(yè)較改革開放初期有了很大的發(fā)展，人民生活有了很大的改善，日益對食品加工和食品包裝提出了更高的要求。發(fā)展食品工業(yè)的基礎便是食品機械。不斷地研制各種類型的食品機械來促進食品工業(yè)的發(fā)展，以滿足不斷提高的人民物質和文化生活的需要，使人們從繁重的家務勞動中解放出來，而以更充裕的時間投入到工作中去。因此研制先進的食品機械，使食品加工迅速地實現(xiàn)機械化和自動化是社會發(fā)展必然趨勢。 隨著經濟的發(fā)展 ,人們物質生活水平的不斷提高 ,人們的飲食習慣逐步向方便 ,快捷 ,營養(yǎng) 化發(fā)展，在蔬菜的加工方面出現(xiàn)了凈菜半成品菜，受到廣大人民群眾的歡迎。隨之而來，半成品菜的加工成為難題。雖然中國勞動力低廉，但手工切出的制品不衛(wèi)生，規(guī)格尺寸不均，破損量大，成本相對較高。 食品加工機械的動力部分是電動機。它們可以代替人們的手工勞動或作為其補充。它們均服務于各種菜肴食料的準備與制作，或者服務于與此相同的其他輔助性工作。食品加工機械有一個動力部分，一個與其固定在一起或者根據(jù)操作的需要可以拆卸的工作部分與若有此必要的附配件所組成。 食品加工機械的種類有很多 ,可分為 :攪拌及揉合設備 ,攪合機具 ,切削器具 ,切片器具 ,榨汁機 ,咖啡機 ,攪肉機 ,制糜機 ,開罐頭機等等。 多功能、高生產率的食品切菜機，它代表了食品機械發(fā)展進入一個新的歷史時期。因為它可以廣泛地應用到食品加工廠、菜市場、果品廠、醬菜廠、廠礦、機關、學校、旅店食堂等等。 目前，國內生產切菜機的廠家不多，現(xiàn)在我國的食品機械行業(yè)的主要機器型號有多功能切菜機 ,多功能切菜機 （ 整機（無級 ）： 1200× 700× 300形尺寸：送料槽：長 × 寬 =1000× 140 推桿式切菜機能型蔬菜切割機； 型多功能切菜機 功能切菜機 ,機器尺寸 ： 1160（ L）× 530（ W）× 1000（ H） (器重量 ： 135割尺寸 1菜部 )產量 ： 300R 電源 ： 220V 單相馬力： 3/4帶寬： 1202 功能切菜機 ； 料斗式多功能切菜機 ； 作為 主力產品 ,其最新推出的多功能切菜機 ,多功能切菜機 規(guī)格 470×410× 620合 Q/術條件要求 ； 切菜機， 技 術參數(shù) ：電壓 /頻率： 2300率： 35W 重量： 2長 :寸： 120×342× 210(大箱尺寸 :445× 420× 490(，模擬手工切菜機為多。 這些廠家生產的切菜機的主要不足是功能少和生產率低，因此設計多功能的高效率的多用切菜機是十分必要的。本文介紹了一種可以切蔬菜，肉類等多種食品的多功能切菜機，而且生產率很高，尤其適合大型的飲食行業(yè)的使用。 的和意義 中國多用切菜機產業(yè)發(fā)展出現(xiàn)的問題中，許多情況不容樂觀，如產業(yè)結構不合理、產業(yè)集中于勞動力密 集型產品；技術密集型產品明顯落后于發(fā)達工業(yè)國家；生產要素決定性作用正在削弱；產業(yè)能源消耗大、產出率低、環(huán)境污染嚴重、對自然資源破壞力大；企業(yè)總體規(guī)模偏小、技術創(chuàng)新能力薄弱、管理水平落后等。 就目前形式來看，我國的食品機械發(fā)展前景十分廣闊，究其主要原因是我國人民消費的食品大多是來自農業(yè)的未加工食品，每年因缺乏必要的食品加工機械使食品資源不能直接加工、貯藏、保鮮而造成的損失高達幾十億元，未能深加工綜合利用而造成的資源浪費損失更高，因此我國食品機械具有廣闊的市場前景。 我國食品機械制造業(yè)的產品，能跟上國際先進水 平的不少，但真正具有自主知識產權、具有技術創(chuàng)新的產品卻是甚少。這里所說的“跟 "字，是“跟進 "甚至是仿制，而創(chuàng)新極少。所以，我國食品機械制造企業(yè)要從創(chuàng)新的角度，從自主知識產權的高度來開發(fā)新產品，開發(fā)出具有國際一流水平的先進設備，這樣，才能真正實現(xiàn)國產食品機械制造業(yè)的提檔升級。 文主要內容 本設計主要是將日本生產的 切菜機進行消化、吸收，并使之國產化；然后，本文對多功能切菜機的主要機械部分的設計計算進行說明，例如無級變速器傳動、斜齒輪傳動、蝸桿傳動、鏈傳動，軸的設計計算及軸承選用和計算及壽命校核 等。另外，本文還提供一些重要零件的結構圖和一些原理圖，使讀者更易理解本設計的工作原理。 3 期結果 通過設計出一定刀刃曲線在物料直線進給的條件下，刀具不僅對物料有切的作用而且還同時具有割的作用，因此，是具有模擬人手切片的作用。此外，尚設計出不同機構圓盤刀具，可以一次切出所需的不同形狀的物料（條、絲、丁等）。并可以通過單刀雙刀的轉換改變加工尺寸范圍，通過改變不同形狀的刀具，可以切削軟硬程度不同的物料。使用方便、快捷。 4 第 2 章 方案設計論證 菜 機的原理和應用分析 片運動形式的選擇 食品機械的特點之一就是工作的執(zhí)行機構模擬人手的動作實現(xiàn)其功能，以保證制出的食品具有良好的形狀，保持原來的食品味道和顏色及質量。性能良好的多功能切菜機的切片運動形式當然也應該是模擬人手動作的。 目前，國內外的切菜機的切片運動形式主要有兩種： （ ）刀具回轉和物料直線進給式； （ ）刀具作直線往復運動和物料作直線進給式。 對于刀具回轉的刀片：通過設計出一定刀刃曲線在物料直線進給的條件下，刀具不僅對物料具有切的作用而且同時還具有割 的作用，因此，是具有模擬人手工切片的動作。從而使刀具對物料的擠壓力小，對物料損傷小，可以保持其水分，且切片形狀規(guī)則，因而切片質量好。此外，尚可以設計不同機構的圓盤刀具，可以一次切出所需的不同形狀的物料（條、絲、塊、丁等）。 對于刀具作直線往復運動，其刀片刃口為一直線，刀具簡單。但刀具對物料擠壓力大，對物料損傷大，水分損失多，切片質量差。 實現(xiàn)刀具回轉運動的機構比較簡單，傳動平穩(wěn)，傳動元件不易磨損，機器壽命長。 實現(xiàn)刀具直線往復運動必須采用曲柄連桿滑塊機構或凸輪。相對而言機構較復雜 、有沖擊、振動大、傳動元件易磨損，機器壽命低。 刀具回轉和物料直線進給式，由于無沖擊、振動小，可以高速切片，因而生產率高。 刀具直線往復運動和物料直線進給式，由于運動中有沖擊、振動大，切片速度提高受到限制，所以生產率低。 5 由于上面分析比較可以得出如下結論：刀具作回轉運動切片時，切片質量好，生產率高，切形多樣化（可通過不同種類的圓盤刀具來實現(xiàn)）代表了切菜機的發(fā)展方向，所以本設計仍然采用刀具回轉的切片運動形式。 菜機技術條件 多功能切菜機屬于食品機械，其設計應符合《中華人民共和國商 業(yè)部部標準 —— 切菜機技術條件》。其中 造技術要求 ( )切菜機應把傳動部件與切制菜料的工作部分嚴格隔開。 ( )應有安全裝置和措施。 ( )手動進料應有限位措施，并與機動進料間應有互鎖裝置。 ( )旋轉刀具及旋轉撥盤與設有鉸鏈構件的防護罩間必須有互鎖裝置。 ( )成型菜料應形狀規(guī)整，均勻，穩(wěn)定。 ( )切制成型菜料應表面平整，棱角清晰，被切割表面不得有明顯的撕裂纖維痕跡。 ( )在進料，切割，出料的過程中，菜料應順利通暢，不得有諸塞 現(xiàn)象。 ( )整機應運動平穩(wěn)，不允許有異常音響，發(fā)熱，沖擊，卡死，漏油等現(xiàn)象。 功能切菜機方案確定 動方案設計 經過分析研究，把分離傳動機構改進為整體傳動的機構形式（把變速變換齒輪也布置在傳動箱內），使其機器的寬度方向尺寸減少到 700刀具中心基本上位于寬度尺寸的中心，增加了機器的美觀。 傳動方案選擇 本機擬采用同步帶傳動、齒輪傳動、蝸桿傳動、鏈傳動等傳動方式。其特點如下： 傳動的主要特點：傳動帶具有彈性和撓性，可吸收振動和緩和 沖擊，使傳動平穩(wěn)、噪音小；當過載時，傳動帶與帶輪間可發(fā)生相對滑動而不損傷其它零件，起保護作用；適合于主、從動軸間中心距較大的傳動；結構簡單，制造、安裝和維護都較方便；由于有彈性滑動存在，故不能保證準確的 6 傳動比；結構尺寸較大，效率較低，壽命較短；由于需要施加張緊力，所以會產生較大的壓軸力，使軸和軸承受力較大。同步帶傳動是通過帶齒與輪齒的嚙合傳遞運動和動力。與摩擦型帶輪相比，同步帶傳動兼有帶傳動、鏈傳動和齒輪傳動的一些特點。具有傳動比準確、效率高、傳動平穩(wěn)、噪音低、使用壽命長、中心距允許范圍大、軸上壓力小、能承 受一定沖擊、不需潤滑、較其它帶傳動結構緊湊等優(yōu)點。應用較廣的同步帶齒形有梯形齒和圓弧齒兩大類。 時傳動比恒定、傳動效率可高達 98％～ 99％、工作可靠、使用壽命長、結構緊湊、適用范圍大，可從小于 1不宜用于軸間距過大的傳動。 動鏈輪和繞在鏈輪上的鏈所組成，用鏈作中間撓性件，通過鏈和鏈輪的嚙合來傳遞運動和動力。鏈傳動應用廣泛，按用途分可分為傳動鏈、輸送鏈和曳引鏈三種。鏈傳動是嚙合傳動，鏈輪輪齒有特定的齒形（是非共軛齒 廓），可以保證鏈節(jié)和鏈輪正常的嚙合，即可保證平均傳動比為定值，又可象帶傳動那樣有中間元件（鏈）實現(xiàn)中心距較大的傳動，壓軸力還不大；而且它工作時為多齒同時嚙合，載荷漸依次分布于這些齒上，所以可傳遞較大的功率，最大可達數(shù)千 傳動效率較高，一般可達 96％～ 97％，經濟可靠。它的主要缺點是瞬時鏈速度和瞬時傳動比不是常數(shù)，傳動中有一定的動載荷和沖擊，噪聲較大，不能用于高速。因此，鏈傳動常用于兩軸中心距較大、要求平均傳動比不變但對瞬時傳動比要求不嚴格的兩軸或多軸傳動，它還能在低速、重載、工作環(huán)境惡劣和較高溫度的情 況下較好地工作，目前常用于在 100速在 12～ 15m/s 以內、傳動比在 8 以內的農業(yè)機械、輕化工機械、起重運輸機械、各種車輛各采礦機械的傳動中。 構緊湊。傳動比范圍在 8～ 80 之間。傳動平穩(wěn)，無噪音?？梢詫崿F(xiàn)自鎖，但傳動效率較低，蝸輪制造成本較高。 綜上所述，本設計刀具的傳動要求平穩(wěn)，采用斜齒輪傳動。輸送帶的傳動因速度較低，經同步帶無級變速后，由蝸輪蝸桿，齒輪傳動，鏈輪傳動達到要求的速度。 本設計的多功能切菜機的傳動原理圖如圖 見下頁） 7 電機ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦⅧⅨ電機圖 動原理圖 體布局 本機主要分為：電機箱部件，傳動箱部件，料槽部件，輸送帶部件，出料口部件，刀盤部件。 現(xiàn)將本切菜機的主要部件說明如下： 傳動箱部件主要起傳動動力和減速作用。它分為二條傳動路線。 其一是從電機通過無級變速機構經過斜齒輪副把回轉運動傳給刀具。 其二是從電機通過無級變速機構、蝸輪副、交換齒輪副、把運動傳給輸送帶部件，使其作直線進給運動。 （ ）無級變速器 8 采用無級變速器可大大地簡化機器的機 構。由于需要同時改變刀具和傳送帶的速度。所以必須采用雙無級變速機構。本機采用了帶式無級變速器，是因為其機構簡單，工作平穩(wěn)，能吸受振動，具有過載保護作用，制造容易和不需要專門的潤滑系統(tǒng)，特別適合小功率的傳動系統(tǒng)中。 單帶雙輪機構在工作時，雙輪和電機皮帶輪三個輪不在一個平面內，因而皮帶工作表面磨損不均，皮帶彎曲頻率大，壽命低。但最大優(yōu)點是機構簡單，制造容易，調整方便。 綜合考慮，本機功率小，故采用單帶雙輪無級變速機構。 （ ）箱體機構 箱體機構形式的選擇與機器的傳動原理設計有關。經分析采用分離傳動的分箱結構，即刀具主軸傳動系統(tǒng)和輸送帶傳動系統(tǒng)分別安置在二個傳動箱體中，和分析整體箱體結構的優(yōu)缺點，確定選擇整體箱體結構。 采用整體箱體結構有如下優(yōu)點： ①箱體的空間大，貯存的潤滑油多，有利于散熱，機器工作溫升小，提高蝸輪副和齒輪副的壽命。 ②機器制造裝配方便，傳動箱可作為一個獨立的部件。 ③刀具主軸與物料輸送方向（輸送帶）有一定的垂直度要求，可直接由箱體的孔系加工來保證。 ④結構合理，機器的寬度方向尺寸減小，變速交換輪由開式傳動改為閉式傳動，左右兩邊基本上對稱于刀具的中心，外觀也比較美觀 。 ⑤箱體毛坯的數(shù)量減小到一個，外形較規(guī)則，結構并不復雜，易于鑄造。 ⑥具有一般的工藝裝備水平的工廠即可滿足加工要求，采用通用機床、設備即可完成加工。 整體箱體結構比分離傳動的箱體顯然要復雜多了，但加工量并沒有增加，特別是孔系加工的方法和工作量沒有什么差別。因而全面分析的結果，本多功能切菜機采用整體傳動箱體的結構。 (3)傳動元件的潤滑方式 對于蝸輪副和齒輪副均采用結構簡單的油池潤滑。 對于主傳動箱體內的油浸不到的滾動軸承均采用向心球軸承和角接觸球軸承，軸承可采用潤滑脂潤 滑。 9 對于輸送帶上傳動機構的滑動軸承，可以采用定期注潤滑油的方式進行，潤滑油應采用無色、無味、無毒的食品油或醫(yī)用凡士林。本切菜機考慮到傳送動力小，轉速又低，均采用尼龍軸承代替需潤滑的金屬軸承，即方便了用戶 ,又保證了機器和食品的衛(wèi)生。 輸送帶的材料，本機采用尼龍線骨掛上一層無毒橡膠作為材料。 功能切菜機技術要求 本設計的各種技術參數(shù)如下： 于 1 于 1300× 700× 1100 1 30h（片）。 、莖、葉類蔬菜、水果、腌制食品、熟制食品、魚類、海帶類、中草藥等。 、條、絲、塊、段、丁等。 章小結 本章主要敘述了切片運動形式的選擇，如：切片功能比較 ， 生產率比較 ， 實現(xiàn)刀具運動的機構比較；切菜機的技術要求，如：設計、制造技術要求 ， 性能要求；總體布局；傳動方案的選擇；傳動方案的設計等。 10 第 3 章 主傳動部件設計 動機的選擇 電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生 產單位一般都采用三相交流電源，因此，無特殊要求時均選用三相交流電動機，其中以三相異步交流電動機應用最廣泛。對于載荷比較穩(wěn)定、長期連續(xù)運行的機械 ,只要所選電動機的額定功率等于或稍大于所需的電動機工作功率，電動機就能安全工作，不會過熱，因此通常不必校驗電動機的發(fā)熱和啟動轉矩。因為切菜機屬于一般機械，無特殊要求，故可以選擇的電動機的額定功率小于 1 容量相同的三相異步電動機，一般有 3000、 1500、 1000 及 750r/種同步轉速。電動機同步轉速愈高，磁極對數(shù)愈少，外部尺寸愈小，價格愈低。但是電動機轉 速愈高，傳動裝置總傳動比愈大，會使傳動裝置外部尺寸增加，提高制造成本。而電動機同步轉速愈低，其優(yōu)缺點則相反。 本設計選擇電動機型號為 額定功率： 額定轉速： 1390 r/大轉矩： ·m 級變速器的設計計算 該無級變速機構由兩個可調帶輪和一個電機軸帶輪構成，下面的設計主要是對帶傳動進行了計算。 . 1 0 . 7 5 0 . 8 2 5a c P? ? ? ?荷變動由 [1]帶傳動工作情況系數(shù)表查得 K 根據(jù)計算功率 帶輪轉速1 1390n ?r/此選擇 窄 V 帶。 、。 ）依據(jù) [1]初選小帶輪的基準直徑1 63d ?11 ) 驗算帶的速度 v 11 6 7 1 3 9 0 5 . 2 26 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0pv ? ??? ? ??? 在 5～ 25m/s 標準范圍之間 ) 計 算從動輪的直徑32 傳動為無級可調變速，由于調節(jié)范圍的限制，本從動輪直徑試選擇63 80??? 傳動比范圍為 1:1 ? 。 a 和帶的基準長度。 兩可調變速輪之間的中心距為 160機軸于變速輪之間的中心距選擇360 依據(jù)帶傳動帶幾何關系，計算所需帶的基準長度 1 6 0 3 6 0 2 6 3 1 / 3 8 0 2 / 3 1 1 1 0?? ? ? ? ? ? ? ? ? ?據(jù) [1]基準長度系列，選擇帶長為 1120 ??????????? 380160180? ? ? 00 ???(式中包角系數(shù)依據(jù) [1]查得 K 依據(jù) [1]查得 K 單根 V 帶的基本額定功率02]得0 p?查 [2]得0 ? ?????根 窄 V 帶。 12 220 2 . 5 0 . 8 2 5 2 . 55 0 0 1 5 0 0 1 1 . 1 0 . 0 7 4 . 8 8 1 6 64 . 8 8 0 . 9 2q ?? ??? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ??? ??????N 0 1 5 2 . 52 s i n 2 1 1 6 6 s i n 3 2 322 F ?? ? ? ? ? ?N 結論：選擇 窄 V 帶，電機軸帶輪基準直徑 63? 個可調帶輪的基準直徑為 63 80??? 可調帶輪之間的中心距為 160機輪于可調帶輪之間的中心距為 360長 1120 由于本傳動中有兩個可調帶輪，故 應在此傳動中安置一個壓力為 166N 的張緊輪，以保證在變速過程中 V 帶有合適的預緊力。 輪的設計計算 處理方式和精度等級 考慮到本設計切菜機傳送件的功率，為一般機械，要求傳動平穩(wěn)，噪聲小，故選用斜齒輪傳動。大齒輪選用 45 號鋼，小齒輪和軸做成一體，選用 40質并表面淬火， 45，選用 7 級精度。 因為本設計中，齒輪采用閉式傳動，表面淬火，因大小齒輪均用硬齒面，齒面抗點蝕能力較強。因此初步按齒根彎曲疲勞強度計算齒輪傳動主要參數(shù)和尺寸。齒輪模數(shù)計算公式： ? ?3 1 122c o ? ? ?? ??? （ 式中 : 1T — 小齒輪傳遞的轉矩（ N·m）； 齒形系數(shù)； 應力修正系數(shù)； ?Y — 重合度系 數(shù)； — 許用彎曲應力（ ( )小齒輪傳遞的轉矩： 13 1161 ?????? N·m ( )初選 121 ?z ，則 ??? ( )查 [2]由材料硬度選擇齒寬系數(shù) d? = ( )初取螺旋角 β= ?12 斜齒輪端面重合度系數(shù)： o 12 o ????? ?????????? ??? ??? )查 [2]得重合度系數(shù) ?( )由 [2]得 a a ?????????? ??d?? 查 [2 得螺旋角系數(shù)：?Y= )初取 )齒形系數(shù) 應力修正系數(shù) 當量齒數(shù) o s 12c o s 3311 ???????o s 30c o s 3322 ????? ??v 查 [2]得： 12 查 [2]得： 12 )許用彎曲應力公式： ? ? ? （ 式中 : — 計入了齒根應力修正系數(shù)之后，試驗齒輪的齒根彎曲疲勞極限應力（ 彎曲強度計算的壽命系數(shù)； 齒根彎曲強度計算的安全系數(shù)。 ?? （ 式中 : 0N 、 ?m 由實驗獲得，隨材料而異。 14 循環(huán)次數(shù)公式： 0? （ h） （ 式中 :n — 齒輪轉速（ r/； a — 齒輪轉一周，同一側齒面嚙合的次數(shù)； 齒輪的工作壽命（ h）。 由公式（ ： 91 103 3 08211 3 9 060 ?????????N h 9912 ????? h 查 [2]得： [2]得： [2]得： =360以許用彎曲應力為： ? ? 28 ???F? ? 1 11 F ???= 01 ?? ? 2 22 F ???= 01 ?所以 ? ?F ???=? ? 1 11 F ???= ： ? ?3 1 122c o ? ? ?? ??? 2c 2 ??? ?????? ? （ ）載荷系數(shù)公式： ? （ 15 式中 : 使用系數(shù)； 動載系數(shù)； ?K — 齒向載荷分布系數(shù)； 齒間載荷分配系數(shù)。 查文獻 [2]得使用系數(shù) 齒輪的圓周速度： o 1 ??? ?????? ?t? m/s 查 [2]得齒向載荷分布系數(shù) ?K = 查 [2]得齒間載荷分配系數(shù) 查 [2]動載荷系數(shù) 則由 [2]得： ???K = )m 修正為： ??? 了結構的需要取 m = ( )計算 傳動尺寸： 傳動中心距公式： ? ? ? ? 1 ????????整后取中心距 a =54 修整螺旋角 2313542 )3012(o (c o s 1211 ??? ????? ?? ?a 度圓為： o s o s 11 ????? ??s s 22 ????? ??寬為： ??? db d? 為 20 201?b 152?b 16 變位系數(shù)的計算 217m i nm i nm i n ????? ? Z 變位量 ??計算結果匯總：模數(shù) 5.2?m 心距 a=54寬 201?b 152?b 分度圓 d d 法向變位系數(shù) 小齒輪 ? 大齒輪 軸的設計計算 軸的材料選擇 因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，但由于斜齒輪與該軸做成一體，故選用 40材料，并經調質，表面淬火處理。 軸的結構設計計算 估算軸的最小直徑常用的方法有三種：（ 1）按扭轉強度計算；（ 2）按經驗公式計算；（ 3）類比法。本設計中沒有同類型已有機器 的軸的結構和尺寸，可分析對比；經驗公式一般用于減速器設計時軸徑的估算；故本設計采用第一種方法，按扭轉強度計算。對于轉軸，由于跨距未知，無法計算彎矩，在計算中只考慮轉矩，而用降低許用應力的方法來考慮彎矩的影響。由材料力學可知，軸受轉矩的作用時，其強度條件為： ? ? ?? ? （ 式中 :? — 軸剖面中最大扭轉剪應力（ P— 軸傳遞的功率（ n— 軸的 轉速（ r/ ??? — 許用扭轉剪應力（ C— 由許用扭轉剪 應力確定的系數(shù)； 17 d— 軸的直徑（ 查 [2]得 C 的值為 106。由公式（ ： 11 3 9 ????????d 10.9 慮到實際的工作狀況，取軸徑為 16 在軸的基本直徑定下以后，要進行軸的結構設計，定出軸的各部分的形狀和尺寸。根據(jù)多功能切菜機的設計要 求和前面的總體分析，軸的結構如圖 示。 圖 結構圖 圖 （ ）由斜齒輪的計算可知： 切向力 ??? 向力 st ???????? 1? ?承 1總的支承反力為： 22111 2 ????? 軸承 2總的支承反力為： 18 22222 2 ????? 圖 受力 分析圖 （ ）彎矩： 在水平面上， 面： m 面 : 9018?m 在垂直面上， 面 : 0?m 面 : 3356?m 合成彎矩， 面， 1225022 ???m 面， 9 62 022 ???m 19 （ ）轉矩： 由 上面的計算得 T=m 從彎矩圖中可知，斜齒輪軸中間的 面彎矩載荷最大，是危險截面。軸的安全系數(shù)公式為： ? ??? 22???? （ 式中： ?n — 只考慮彎矩作用時的安全系數(shù)； ?n — 只考慮轉矩作用的安全系數(shù)； ??n — 許用安全系數(shù)。 ??????????? ? 1（ ?????????? ? 1（ 式中： 1?? — 對稱循環(huán)下材料試件的彎曲疲勞極限 (N/ 1?? — 對稱循環(huán)下材料試件的扭剪疲勞極限 (N/ ?K 、 ?K — 彎曲、扭剪的有效應力集中系數(shù)； ? — 表面品質系數(shù)； ?? 、 r? — 彎曲、扭剪的絕對尺寸影響系數(shù)； a? 、 a? — 彎曲、扭剪應力的應力幅 N/ 般傳遞動力的軸，彎曲應力為對稱循環(huán)，單向回轉的軸，考慮載荷的不均勻性，扭剪應力應視為脈動循環(huán)； a? 、 ?? — 材料拉伸、扭剪的平均應力折算系數(shù)。 在本設計中，彎曲應力是按循環(huán)變化，故 ?， 0?m? ; 剪應力按對稱變化，即 T?? ， 0?m? 。 20 對于 面： 查 [2]得 ?K = 查 [2]得 ?K = 查 [2]得 ? = 查 [2]得 ?? =r? = 查 [2]得 a? =?? = 由材料力學的彎曲應力公式得： 抗彎剖面模量 ? ? 6 5 7202 (323 ?? ???????? d 扭剖面模量 ? ? 1 4 5 7202 (323 ?? ???????? d 曲應力 ?? WM ??T? ??? ? 別把各數(shù)值代入式（ 式（ 有 0 ???????200 ???????： 4 22 ????n ? ? 校核滿足要求。 21 平鍵的兩側面是工作面，工作 時兩側面受到擠壓，對于按標準選擇尺寸及鍵為常用材料的普通平鍵聯(lián)接其主要失效形式是鍵、軸槽和轂槽三者中強度最弱的工作面被壓潰。校核時，按工作面的平均擠壓力 p? 進行計算，其公式為： ? ?pp ? ?? 2 （ 式中 :T— 傳遞的轉矩（ N·m）； d— 軸的直徑（ l— 鍵的工作長度（ 58 l 、 b— 鍵的公稱長度和鍵寬 （ ； k— 鍵與轂槽的接觸高度（ ； ? ?p?— 許用應力（ 由式（ ： 2 9 6 2 0 8 . 2 92 . 5 5 8 1 6p? ????? [2]有沖擊載荷時 ? ?p?=120～ 150然滿足強度條件。 綜上計算得設計參數(shù)：軸材料選用 40徑取 16的總支反力 N N， N N；鍵的壓應力 ? ?8 . 2 9 1 2 0 1 5 0p p??? ? ? ?對于傳動的滾動軸承，其滾動體和滾到發(fā)生的疲勞點蝕是主要的失效形式，因而主要是進行壽命計算，必要時再作靜強度校核。本次驗算為刀片傳動中齒輪軸兩側的軸承的校核，其型號為 7204C。 由 [2]得 7204C 派生軸向力td ，初取 e＝ 算。 1 1 10 . 4 2 0 . 4 2 0 . 4 2 9 2 5 . 8 3 8 8 . 8 N? ? ? ? ?N 2 2 20 . 4 2 0 . 4 2 0 . 4 2 6 9 8 . 7 2 9 3 . 5 N? ? ? ? ?N 22 11 7 1 3 8 8 . 8 4 5 9 . 8a d a F? ? ? ? ?N 2 N 0 6 1 9 301 ???CF 02 ???CF 2]插值計算得 e 、 e 再計算 1 1 1 0 . 4 3 5 9 2 5 . 8 4 0 2e F? ? ? ?N 2 2 2 0 . 4 2 6 9 8 . 7 2 9 3e F? ? ? ?N 1 7 1 4 0 2 4 7 3 ? ?N 2 293N ?CF ?CF e 、 e ，1 473N、2 293N p 和 2p 。 111 ??122 ??由 [2] 分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)： 軸承 1 X Y 軸承 2 12?X 02 ?Y 因軸承運轉中有中等沖擊載荷，按表 ??.1?3 ? ? ? ?1 1 1 1 1 1 . 1 0 . 4 4 9 2 5 . 8 1 . 2 8 4 7 3 1 1 1 4p r ap f X F Y F? ? ? ? ? ? ? ?N ? ? ? ?2 2 2 2 2 1 . 1 1 6 9 8 . 7 0 2 9 3 7 6 9p r ap f X F Y F? ? ? ? ? ? ? ?N 壽命。 因為21 所以按軸承 1得受力大小驗算： ? ? 18185111411200 3139060 106160610????? ?????? h 已知本機器使用 5年，一班制，預期壽命為： 1 4 6 0 053 6 518' ?????RL h L ??故本軸承能夠滿足設計要求。 桿傳動設計計算 考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度也不快，蝸桿選用 40造，表面淬火處理， 50;加上相對滑動速度m/s,故蝸輪輪緣選用鑄錫鋅鉛青銅因批量生產，采用金屬模鑄造。依據(jù) 10085 的推薦，本傳動使用漸開線蝸桿（ . 蝸輪齒數(shù) 4? T 由 [2]按 i=60,選取3?=1，則 4? =60×1=60。 m 和蝸桿分度圓直徑3d? ?24232500 ?????????? （ （ ）確定作用于蝸輪上的轉矩 2? 按3?=1，初取 η= 24 31632 ?????????? ?N·m （ ）確定載荷系數(shù) K 由于機器運轉載荷平衡故 K= ）確定許用接觸應力 ? ?H?查 [2]由材料得 ? ? 140?H? ）計算中心距 ? ? ??? [2]查取，選取中心距為 80，模數(shù)為 2，分度圓直徑 d 14212 ?直徑系數(shù) q ，分度圓導程角 82313 ?????? ，蝸輪齒數(shù)為 62，變位系數(shù) ?x 。 這時 ??查 [2]得接觸系數(shù) ?Z 因 ?? ? 因此以上計算結果可用。 ）蝸桿 軸向齒距 2 8 ??? 徑系數(shù) q 齒頂圓直徑 ?????? ? 根圓直徑 ? ? ? ? ??????? ? 度圓導程角 82313 ?????? 蝸桿軸向齒厚 ? ms a ?蝸輪 蝸輪齒數(shù) 622 ?Z 25 變位系數(shù) ?6216212 ??? 062 ???誤差在允許的范圍內。 蝸輪分度圓直徑 1 2 462222 ???? 輪喉圓直徑 128221242222 ?????? aa 輪齒根圓直徑 1 9 42222 ??????? 輪咽喉母圓半徑 161 28218021 22 ?????? ag ? ?T ?? ? ?? ? s 62co s 2222 ??????? ?根據(jù) ?X ， [2]中查得齒形系數(shù) . 2 2 41 1 0 . 9 7 71 4 0 1 4 0Y ? ? ?? ? ? ? ???許用彎曲應力 ? ? ? ???? ??由 [2]表 查得 55 輪的基本許用彎曲應力 ? ? 32?f?壽命系數(shù) ??? ??F? 4 ????? ????F? ?? ? 由此可見彎曲強度是滿足的。 v 、相對滑動速度 26 0/1139080100060 444 ?? ?????? ?? m/s 顯然，4v<3m/s，與原假設值相符。 由33t a n / 2 / 3 5 . 5 0 . 0 7m z d? ? ? ?,得 ?? 所以 o o 3 ??? ????? os ??m/s 顯然，m/s,與原假設值相符，選用鑄錫鋅鉛青銅 蝸輪輪緣材料合適。由s，查 [2]得當量摩擦角 221 ??? ?? , 所以't a n t a n 3 . 2 2( 0 . 9 5 ~ 0 . 9 6 ) ( 0 . 9 5 ~ 0 . 9 6 ) 0 . 7 1 ~ 0 . 7 2t a n ( ) t a n ( 3 . 2 2 1 . 3 3 )?? ?? ?? ? ?? ? ? ? 與原假設值 符 所需散熱面積 S=? ?01 11000 s ? ? ）（ ?（ 取油溫0t= C?70 ,周圍空氣溫度 20?，通風良好，取散熱系數(shù) 15?d?w/動總效率 ? = ? ?? ? ? ?? ? ?????????? 0 011 0 0 001aa 散熱面積足夠。 因為這是一般動力傳動，而且線速度 4v <3m/s,故選用 8級精度，側隙種類代號為 C,標注為 8f 章小結 本章主要敘述了電動機的選擇；無級變速器的設計計算；齒輪的設計計算；軸的設計計算，如：軸的材料選擇 ， 軸的結構設計計算，軸徑的初步估算 ， 軸的結構設計 ， 軸的受力分析，軸的強度校核 ， 軸上鍵的校核 ， 軸承的校核 ； 蝸桿傳動設計等內容。 27 第 4 章 鏈傳動部件設計 動鏈的 設計計算 鏈傳動主要參數(shù)的選擇 由總體設計分析選用鏈作為輸送帶傳動的主要形式。鏈傳動設計主要是確定鏈節(jié)距、排數(shù)及鏈輪齒數(shù)、傳動比、中心距、鏈節(jié)數(shù)等。本節(jié)設計9?和10?之間的鏈傳動。 z 、 2z 和傳動比 i 小鏈輪齒數(shù)對傳動的平穩(wěn)性和工作壽命影響很大。在相同節(jié)距下，齒數(shù) 少可減少外廓尺寸，但齒數(shù)過少，增加傳動的不均勻性和動載荷；增大鏈條繞入和退出鏈輪時鏈節(jié)間的相對轉角 ? ，加速鉸鏈的磨損；增大鏈的工作拉力，加速鏈和鏈輪的損壞，增加軸承的載荷。由此可見，增加小鏈輪齒數(shù) 1z 對傳動是有利的。但若鏈輪齒數(shù)太多，除傳動尺寸和機件重量增大外，還易因磨損節(jié)距增長而發(fā)生跳齒和掉鏈現(xiàn)象，縮短鏈的使用壽命。因此小鏈輪既不宜過少，大鏈輪齒數(shù)也不宜太多，一般最大齒數(shù)不超過 120，最小齒數(shù)不小于 9。選取鏈輪齒數(shù)，還應 考慮到輪齒和鏈的均勻磨損問題。 由設計要求希望結構緊湊，確定小鏈輪齒數(shù) 4， 8， 2Z <120 合適。 鏈節(jié)距的大小反映了鏈節(jié)和鏈輪輪齒各部分尺寸的大小。在一定條件下，鏈的節(jié)距越大，承載能力越高；但多邊形效應增加，傳動不平穩(wěn)性、動載荷和噪聲越嚴重，傳動尺寸也大。因此，在設計時，在承載能力足夠的條件下，盡量選取較小節(jié) 28 距的單排鏈；高速重載時可采取小節(jié)距的多排鏈。一般載荷大、中心距小、傳動比大時，選小節(jié)距多排鏈， 以使小輪有一定的嚙合齒數(shù)；當中心距大、傳動比小而速度不太高時，從經濟性考慮可選大節(jié)距單排鏈。鏈的型號和節(jié)距可根據(jù)傳遞的功率 n 和公式確定額定功率。 0 （ 式中： 工作情況系數(shù)； 小鏈輪齒數(shù)系數(shù)； 多排鏈系數(shù)； P — 鏈傳遞的功率（ 查 [2]得 查 [2]得 考慮傳遞的功率不是很大，選單排鏈，由 [2]查得 1。 將以上數(shù)據(jù)代入式（ ： ???P 此功率得大鏈輪轉速 37r/文獻 [2]選滿足要求的 08A 鏈，節(jié)距P= 鏈輪中心距 a 在傳動比 1?i 、鏈輪中心距又過小時，鏈在小鏈輪上的包角小，與小鏈輪同時嚙合的鏈節(jié)數(shù)亦少。同時，因總的鏈節(jié)數(shù)減少，當鏈速一定時，在單位時間內同一鏈節(jié)受到的應力變化次數(shù)和屈伸次數(shù)增加，使鏈的壽命降低。但中心距過大時，除結構不緊湊外，還會使鏈的松邊上下顫動，使運行不平穩(wěn)。鏈節(jié)數(shù)計算公式如下 ： 2222 10901090 ?????? ??????p 節(jié) （ 式中： 0a — 初定中心距； p — 鏈節(jié)距（ ； 9Z、10Z— 大小齒輪齒數(shù)。 初定中心距 0a =15p 則鏈節(jié)數(shù)： 29 418152 1418152 2 ??????? ? ?????? pL 取 46 節(jié)。 鏈長 0 0/ 0 0/ ???? p m 由中心距公式： ?????????????? ???????? ????????? ???2228224910109109? 則： 2 ??????????????? ? ???????? ????????? ???a 中心距 190?a 鏈作用在軸上的力 鏈速公式： 100060 99?? s （ 式中： p — 鏈節(jié)距（ ; 9z— 主動輪的齒數(shù)； 9n— 主動輪的轉速（ r/ 則： 060 ? ???v m/s 工作拉力： 1 42 0 01 00 0 ???? c N 作用在軸上的壓力： ??? N 計算結果：鏈條規(guī)格 08A，單排鏈， 46 節(jié)，長 大小鏈輪齒數(shù) 189 ?z， 1410 ?z;中心距 a=190 壓軸力 F N；工作拉力 1428?F N。 30 鏈輪的設計計算 鏈輪的材料應有足夠的強度和耐磨性，可根據(jù)其尺寸大小及工作條件選擇 ,由于傳遞的功率小于 6求傳動平穩(wěn)，運用在噪聲小的場合，可以選擇夾布膠木作為鏈輪材料可以滿足要求，且價格便宜。有利于降低機器的加工成本和食品的衛(wèi)生要求。 本節(jié)設計計算齒數(shù) 181?z 的鏈輪。在本設計中鏈選用是 08A 型，考慮鏈輪的加工性，采用 3R 齒形。則鏈輪的分度圓直徑： ?????? 頂圓直徑（ 1d 滾子直徑） : m a x ???????? a m i n ????????? ?????????? ??? 最大值時，采用展成法加工時有發(fā)生頂切的可能性。所以齒頂圓取為80 齒根圓直徑： ???? f 側凸緣直徑（ 2h 為內鏈板高板）： o t 2 ???? 0c o ????? ? 58? 輸送帶速度 m in/＝帶556428 ??刀vr/章小結 本章主要敘述了傳動鏈的設計計算，如：鏈傳動主要參數(shù)的選擇，鏈輪齒數(shù) 1z 、2z 和傳動比 i ，鏈節(jié)距和排數(shù)，鏈節(jié)數(shù) 鏈輪中心距 a ，鏈作用在軸上的力；鏈 31 輪的設計計算，如： 鏈輪材料的選擇 ， 鏈輪結構參數(shù)的計算等內容 。 第 5章 刀盤部件設計 刀盤部件設計主要為刀具的設計，刀具的形狀決定了切片的形狀?？梢酝ㄟ^換用不同的刀具切不同的物料，切出各式的形狀。此多功能切菜機主要采用的刀具有兩種：新月型刀具和圓盤刀 具。現(xiàn)分別介紹如下： 月型刀具 主要用于切削軟的物料，如食品，葉類蔬菜等。 新月形刀具又分為單刀和雙刀兩種。如圖 (物料輸送速度一定的條件下，用雙刀具時的物料切片厚度為采用單刀時的切片厚度的一半。在本機上，當要求切片厚度變?yōu)?1能采用雙刀進行切削。 單刀用于加工莖類，葉類，長細狀的物料。加工尺寸范圍較大，加工長度